机械设计课程设计二级同轴圆柱齿轮减速器.docx
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机械设计课程设计二级同轴圆柱齿轮减速器
第1章任务书
1.1课程设计说明
1.1.1题目及原始数据的确定
根据任务分配，本人需要利用题号为8的设计数据，编号为d的传动方案，来完成带式运输机传动装置的设计
1.1.2课程设计的概述
本设计为课程设计，通过带式运输机传动装置的设计这个课题的实际设计，来培养自己理论联系实际的设计思想和解决实际工程的问题的能力，加深和巩固自己的设计方面的相关知识，达到了解和掌握基本的机械零件、机械传动装置或简单机械的设计过程和方法，并进行基本的设计技能的训练，如计算机绘图，熟悉《机械设计手册》等资料，以及相关数据的处理能力。
在设计的过程中体会和感悟理论与实际运用的差距，以及运用所学的理论知识解决实际中产生的问题的乐趣和成就感。
我相信这一次独立设计个人经历和解决问题的方法、思路将会为自己大四的毕业设计提供宝贵的经验和方法。
1.2课程设计任务书
1.2.1运动简图
图1带式运输机传动示意图
1.2.2原始数据
运输带工作拉力F/N：
4000
运输带工作速度v/（m/s）：
1.6
卷筒直径D/mm：
400
1.2.3已知条件
（1）工作条件：
两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境温度35℃；
（2）使用折旧期：
8年；
（3）检修间隔期：
四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；
（4）动力来源：
电力，三相交流，电压380/220V；
（5）运输带速度允许误差：
5%
（6）制造条件及生产批量：
一般机械厂制造，小批量生产。
1.2.4设计内容
（1）减速器装配图1张（A0或A1）；
（2）零件工作图2张；
（3）设计说明书1份。
第2章设计步骤
2.1初步确定减速器结构和零部件类型
2.1.1选定减速器级数
根据任务，需要采用两级减速器
2.1.2初选轴承类型
由已知条件，可知减速器对轴承无特殊的要求，故采用滚动轴承。
2.1.3决定减速器机体结构
根据已知条件，可知对于减速器的机体没有特殊的要求，为了便于装配减速器，故采用沿齿轮轴线水平剖分的结构。
2.2电机的选择
2.2.1选择电机的类型
由已知条件中的动力来源：
电力，三相交流，电压380/220V，
（2）工作环境：
室内，且该机械要求气动性能好，拥有较大的转矩，，故可以参照下表确定电机采用：
我国新设计的Y系列三相笼型异步电动机，电压380V。
2.2.2选择电机的容量
电机所需要的工作效率
的公式为
式中:
P——工作机所需的工作效率，指工作机轴上的功率；
η——由电机至工作机轴上的总效率。
传动装置到主轴上的传动总效率
应为组成传动装置的各部分运动副效率的乘积，即
（2-2）
常用机械传动和摩擦副的效率概略值如下（图2-1）所示，
由该传动转置到传送带的主轴运动简图（图2-2）可知，
传动装置到主轴上的传动总效率为η=η1η22η3η4（其中η1、η2、η3分别为V带传动、齿轮传动、齿形链、平带传动的传动效率），取η1=0.99（联轴器）η2=0.97（8级精度齿轮传动）η3=0.98（轴承）η4=0.96（滚筒），故
η=0.992*0.972*0.984=0.82
又由已知条件可知装置所需功率
P=F*v=6.4kW
其输出转矩
T=F*R=800Nm
输出转速
故电机效率至少应为
因为载荷中等冲击，电机功率即
，参考给出的Y系列三相异步电动机的技术数据给出的功率，可知应选用额定功率为11kW的电动机。
2.2.3确定电机转速
取其传动比范围为9-25，则电动机转速可选用的范围为688r/min-1910r/min
根据所需的功率与转速可知，需要选用型号为Y160M-4的电机，其转速为1460r/min，
2.3传动装置总体设计
2.3.1总传动比的计算
2.3.2各级传动比的分配
若要满足同轴要求，则I1=I2，故
I1=I2=
即：
两级的传动都为4.37
2.3.3计算传动装置的运动和动力参数
传动转置从电机到工作机有三轴，故将传动装置各轴由高速至低速依次定为I轴、II轴、III轴，IV轴，同时设
IⅠ、IⅡ为相邻两轴间的传动比；
ηⅠ、ηⅡ、ηⅢ、ηⅣ为相邻两轴的传动效率；
PⅠ、PⅡ、PⅢ、PⅣ为各轴的输入功率（kW）；
TⅠ、TⅡ、TⅢ、为各齿轮轴的输入转矩（N/m）；
nⅠ、nⅡ、nⅢ、nⅣ为各轴转速（r/min）
则有：
下一级输入功率
P下=P上ηi
故有：
PⅠ=
ηⅠ=
PⅡ=PⅠηⅡ=
PⅢ=PⅡηⅢ=
PⅣ=PⅢηⅣ=
对所有轴的下一级转速，有
n下=n上/I
故有：
nⅠ=n机=1460r/min
nⅡ=n机/I1=1460/4.37=334.10r/min
nⅢ=nⅡ/I2=334.10/4.37=76.45r/min
nⅣ=nⅢ=76.62r/min
对于三根齿轮轴的转矩，有：
T=
故有：
50.752Nm
213.010Nm
894.040Nm
综上所述传动装置的运动和动力参数如下表所示
传动装置的运动和动力参数表
轴号
功率/kw
转矩/Nm
转速/（r/min）
电机轴
7.837
1460
轴Ⅰ
7.759
50.752
1460
轴Ⅱ
7.452
213.01
334.1
轴Ⅲ
7.229
894.04
76.45
轴Ⅳ
7.157
76.45
2.4二级减速器齿轮传动的设计
2.4.1齿轮传动的总设计
因二级同轴式圆柱齿轮减速器要求两级齿轮有相同的中心距,所以采用两组相同的齿轮，这样也给制造加工带来方便。
此处计算Ⅱ轴小齿轮和Ⅲ轴大齿轮。
a精度等级：
运输机为一般工作机械，速度不高，故采用7级精度。
（GB10095-88）
b选择齿轮材料：
考虑减速器传递功率较大，所以齿轮采用硬齿面。
小齿轮选用合金钢20CrMnMo渗碳后淬火，齿面硬度HRC=60。
大齿轮选用同种材料，渗碳后淬火，齿面硬度HRC=57。
c选择齿数：
选小齿轮齿数Z1=25。
则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=4.38×25=109.5取Z2=109
2.4.2齿轮尺寸计算
按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式
其中：
载荷系数:
Kt=1.4
小齿轮传递的转矩:
T
轴=213010N·mm
齿宽系数φd=1
又知ZE计算公式
其中:
，
故有：
ZE=191.65Mpa1/2
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=1475Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=1350Mpa；
计算应力循环次数（n2=334.10r/min）
N1=60n2jLh=60×334.10×1×（2×8×300×8）=7.698×108
N2=N1/4.37=5.606×107
查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.89；KHN2=0.97。
计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由[σ]=
得:
[σH]1=KHN1σHlim1/S=0.89×1475/1.0Mpa=1314Mpa
[σH]2=KHN2σHlim2/S=0.97×01350/1.0Mpa=1306Mpa
由此可计算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小的值
=46.189mm
计算圆周速度
V=πd1tn1/60×1000=3.14×46.189×334.10/60×1000=0.808m/s
计算齿宽b
b=φdd1t=1×46.189mm=46.189mm
计算齿宽与齿高之比b/h
模数mt=d1t/z1=46.189/17=2.717mm
齿高h=2.25mt=2.25×2.717=6.113mm
b/h=46.189/6.113=7.556
计算载荷系数
根据v=0.808m/s，7级精度,查得动载系数Kv=1.05
直齿轮，假设KvFt/b≥100N/mm。
查得KHa=KFa=1.10
查得使用系数KA=1.10
查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置，故
KHβ=1.12+0.18（1+0.6φd2）φd2+0.23×10-3b
将数据代入后得
KHβ=1.12+0.18（1+0.6×12）×12+0.23×10-3×46.189=1.40
由b/h=9.332,KHβ=1.420查得KFβ=1.34;故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1.10×1.05×1.10×1.40=1.7787
按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径,得
d1min=d1t
=46.189×
=50.03mm
计算模数m
m
d1/z1=50.03/17=2.9427mm
按齿根弯度强度设计
弯度强度的设计公式为
其中：
查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为
、
；
查得疲劳寿命系数KFN1=0.92KFN2=0.94
计算弯曲许用应力
取弯曲疲劳许用系数为S=1.4，则
计算载荷系数K
查取齿形系数
查得YFa1=2.97YFa2=2.232
查取应力校正系数
查得YSa1=1.52YSa2=1.758
计算大小齿轮的
=
=
进行比较可知，小齿轮的数值较大。
计算模数m
2.9095mm
对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯度疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由齿根弯度疲劳强度算得的模数2.9095并就近圆整为标准值m=3.0mm，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1最小为50.03mm，取小齿轮齿数z1=25
则有分度圆直径
d1=mz1=75mm符合条件
故大齿轮齿数
z2=uz1=4.37×25=109.25
取z2=109
确定齿轮的主要几何尺寸
分度圆直径：
d1=75mmd2=328mm
齿宽：
b1=51.0mmb2=51.0mm
取B1=56.0mmB2=51.0mm
中心距a=201.5mm
齿轮齿数：
z1=25z2=109
验算
Ft=2T
轴/d1=2×213010/51=8353.3N
KAFt/b=1.10×8353.3/51=180.17N/mm>100N/mm故，合格。
2.4.3结构设计
见绘制齿轮零件图
2.4.4齿轮润滑设计
计算第一级齿轮的圆周速度
因为齿轮的圆周速度均满足
，且两个大齿轮的直径相同，所以可采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑的方式。
2.5轴的设计
2.5.1按扭矩初算轴径
输入轴选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
查表，取A0=112
dmin≥c（P3/n3）1/3=112（7.157/76.45）1/3=50.85mm
取dmin=51mm
取d=55mm
中间轴选用45#调质量钢
取[dmin]=32mm
选用6010型深沟球轴承，取最小直径dmin=50mm=1.56[dmin]故不需要再核
输出轴选用45#调质钢
取[dmin]=20mm
由于电机转轴直径d=42mm
故取输入轴直径最小直径dmin=32mm=1.6[dmin]所以不用校核
2.5.2输出轴上的功率、转速和转矩
P
=7.157KW
T
=894040N·mm
n
=76.45r/min
2.5.3校核输出轴
已知低速级大齿轮的分度圆直径d2=328.0mm
而
Ft=2T
/d2=2×894040/328.0=8054.4N
Fτ=Fttanα=8054.4×tan20°=2931.6N
故有受力图如下
轴的载荷分析图
由图计算易得
FAY=182.05N
FBY=182.05N
FAZ=500.2N
MC1=9.1N·m
MC2=25N·m
MC=26.6N·m
T=48N·m
Mec=99.6N·m
σe=14.5MPa<[σ-1]b
2.5.4输出轴的结构
输入轴各段尺寸如下
l1-2=82mml2-3=50mml3-4=33mml4-5=51mml5-6=12mml6-7=0mml7-8=36mm
d1-2=55mmd2-3=58mmd3-4=60mmd5-6=66mmd7-8=60mm
2.5.5中间轴的设计
中间轴分为5段，尺寸如下
l1-2=33mml2-3=55mml3-4=106mml4-5=51mml5-6=36mm
d1-2=50mmd2-3=58mmd3-4=66mmd5-6=50mm
2.5.6输入轴的设计
输入轴分为6段，尺寸如下
l1-2=15mml2-3=15mml3-4=56mml4-5=33mml5-6=50mml6-7=82mm
d1-2=40mmd2-3=50mmd4-5=40mmd5-6=36mmd6-7=32
2.6轴承的设计
根据条件，2年更换一次轴承，轴承预计寿命2×8×300×2=9600小时
2.6.1计算输入轴承
1.已知nⅡ=334.1r/min；两轴承径向反力：
FR1=FR2=500.2N。
故初先选取两轴承为6008型深沟球轴承，轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
2.由于FS1+Fa=FS2而Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端则FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N
3.求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
查表得e=0.68，故
FA1/FR1FA2/FR24.计算当量载荷P1、P2
查表取fP=1.5，则有
P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N
P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N
5.轴承寿命计算
因为P1=P2故取P=750.3N，滚子轴承ε=10/3
根据手册得6212型的Cr=195000N
故有
LH=16670/n（ftCr/P）ε
=16670/75.45×（1×195000/750.3）10/3
=1047500h>48720h
故预期寿命足够
2.6.2计算输出轴承
1.已知nⅢ=76.45r/min，Fa=0FR=FAZ=2931.6N
试选6212型深沟球轴承
查表得FS=0.063FR,则
FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N
2.计算轴向载荷FA1、FA2
由于FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端
两轴承轴向载荷：
FA1=FA2=FS1=569.1N
3.求系数x、y
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
查表得：
e=0.68，所以
FA1/FR1FA2/FR24.计算当量动载荷P1、P2
查表取fP=1.5，则
P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×903.35）=1355N
P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×903.35）=1355N
5.计算轴承寿命LH
由于P1=P2故P=1355ε=3
根据手册6212型轴承Cr=30500N
查表得：
ft=1，故
Lh=16670/n（ftCr/P）ε
=16670/76.5×（1×30500/1355）3
=2488378.6h>48720h
故此轴承寿命合格
2.7键的选择
1.轴径d1=55mm,L1=82mm
查手册得，选用A型平键，得：
键A20×12GB1096-79
尺寸为
l=L1-b=82-12=70mm
T2=48N·mh=7mm
其应力为
σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42
=29.68Mpa<[σR]（110Mpa）
2．输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d2=55mmL2=50mmT=61.5Nm
选用A型平键
键的规格为16×10GB1096-79
尺寸为
l=L2-b=55-10=45mmh=10mm
其应力为
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]
2.8联轴器的选择
轴伸直径为55选用LX4弹性柱联轴器（GB/T5014—2003）
它的公称扭矩为2500N·m，许用转速为3870r/min，而轴的扭矩为894.040N·m，转速为76.45r/min，远远符合要求。
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